Расчет параметров холодильных машин пассажирских и рефрижераторных вагонов, страница 2

4)  Кроме основных параметров давления и теплосодержания на диаграмму нанесены параметры температуры; параметры удельного объема; линии энтропии.

Для того, чтобы обеспечить температурный режим с сохранением груза температура рабочего груза должна быть примерно на 10 градусов ниже.

Линия: 1-2 – адиабата – процесс сжатия паров хладагента в компенсаторе;

              2^/-2 – охлаждение перегретых паров хладагента до температуры конденсации;

              2 – начало процесса конденсации;

              2-3 – изобара – изотерма – процесс конденсации паров хладагента;

              3-3^/ - изобара – процесс переохлаждение жидкого хладагента;

              3^/-4^/ - изоэнтальпа – процесс дросселирования хладагента;

              4-1 – изобара – изотерма – процесс кипения хладагента в испарителе;

              1-1^/ - изобара – перегрев паров хладагента на всасывании в теплообменнике.

Температура переохлажденного хладагента перед дроссельным вентилем принимается на 2….4⁰С ниже температуры конденсации. Ориентировочно перегрев рабочего вещества на всасывании принимают равным 5….10⁰С.

Параметры узловых точек цикла сводятся в таблицу 2.1

                                                                       Таблица 2.1

Параметр	Точки
	А	1	2	3/	3	4
Р, МПа	0.25	0.25	1.2	1.2	1.2	0.25
Т, К	269	269	318	318	318	269
i, кДж/кг	550	561	583	445	434	434
υ, м3/кг	0.07	0.075	0.018	-	-	0.019

2.2 Расчет холодильной машины одноступенчатого сжатия

По параметрам узловых точек производим тепловой расчет одноступенчатой холодильной машины.

Удельная массовая холодопроизводительность, кДж/кг:

         кДж/кг;

Степень повышения давления:

4,8 

Удельная теоретическая (изоэнтропная) работа компрессора, кДж/кг:

22 кДж/кг;

Удельная массовая тепловая нагрузка на конденсатор, кДж/кг:

 138кДж/кг;

Удельная массовая тепловая нагрузка на теплообменник, кДж/кг:

 11кДж/кг;

Удельная объемная холодопроизводительность, кДж/м³:

1546,7 кДж/м³;

Холодильный коэффициент теоретический:

5,27

Массовый расход холодильного агента, кг/с:

0,076 кг/с,

где Q₀ – полная холодопроизводительность, кВт.

Определяем действительную объемную производительность компрессора, м³/c:

 0,0057м³/c;

Изоэнтропная мощность компрессора, мощность расходуемая на сжатие, кВт:

1,67 кВт;

Теоретический объем, описываемый поршнями компрессора, м³:

0,0057/0,0066=0,086 м³;

где λ – коэффициент подачи компрессора,

0,066

здесь λ_с – объемный коэффициент, учитывающий потери из-за вредного пространства

                  компрессора,

0.848

          с – относительная величина вредного пространства (принимаем с=0,04);

          m – показатель политропы расширения паров хладагента (для хладоновых

          компрессоров m=1).

          λ_др – коэффициент дросселирования, при t₀›-30 ⁰С можно принять λ_др = 0,095;

          λ_п – коэффициент подогрева,

0,846

           λ_пл – коэффициент плотности, принимаем λ_пл = 0,97;

Среднее индикаторное давление, МПа:

293,3

Индикаторная мощность теоретического компрессора, кВт:

25,2 кВт;

К валу компрессора подводиться эффективная мощность, кВт:

25,21кВт,

где  N_тр – мощность трения, расходуемая на преодоление трения в механических

                парах, кВт:

0,0071Вт,

                Р_тр – опытный коэффициент, называемый давлением трения, среднее

                         значение Р_тр = 0,083 МПа; =0,086

Для оценки энергетического совершенства работы компрессора определяют КПД компрессора:

- индикаторный    0,066

- механический     1        

- эффективный       0,066

По полученным значениям выбирают тип холодильного компрессора – кинематическую схему, число цилиндров, определяют диаметр цилиндра:

=7 см,

где k_i =30 – параметр удельных сил инерции при ходе поршня компрессоров 0,08 м;

       z = 8 – число цилиндров компрессора.

По полученному значению принимаем стандартное значение Д_ст. Ход поршня определяют по принятой величине  Ψ=Н/Д (для непрямоточных машин Ψ=0,7); Н-ход поршня.

7=4,9

Определяем частоту вращения вала компрессора, с^-1:

0,014

по n принимаем стандартное значение n_ст.

Определяю среднюю скорость поршня, м/с:

0,1372

3.  Расчет теплообменных аппаратов паровых

компрессорных холодильных машин

3.1 Расчет и конструирование конденсаторов

Исходными данными для расчета принимаем тепловой поток конденсатора Q_к, температура конденсации t_к и температура окружающей среды t _о.с.

Для всех типов конденсаторов справедливо основное уравнение теплопередачи:

,

где k –   коэффициент теплопередачи, Вт/(м²К); для конденсаторов воздушного

              охлаждения принимаем равным 15….45 Вт/(м²К); принимаем

              k = 30 Вт/(м²К);

       F_к – площадь теплопередающей поверхности конденсатора, м²;

       θ_т -  средняя логарифмическая разность температур, К.

Тепловая нагрузка на конденсатор определяется по ранее подсчитанным величинам:

 Вт,

где q_к – удельная массовая тепловая нагрузка на конденсатор, кДж/кг;

       G_а – массовый расход холодильного агента, кг/с.

Средняя логарифмическая разность температур определяется из выражения, ⁰С:

Для транспортных холодильных машин рационально t_к>t_охл2 на 4….7 ⁰С, t_охл2>t_охл1, на 5…8 ⁰С.

Площадь конденсатора определяем по формуле, м²:

 м²,

Степень оребрения конденсатора:

где F_р –   оребренная поверхность, м²;

       F_тр – площадь внутренней поверхности труб, м²;

      , принимаем 15

Скорость воздуха во фронтальном сечении конденсатора ω_в=5 м/с, парообразованного хладагента – 15 м/с, жидкого – 1 м/с.

Общую длину труб конденсатора подсчитываем по формуле, м:

 м,

где d_к – диаметр труб конденсатора, м; d_к = 0,01; 0,012; 0,015; 0,018 м.

             принимаем d_к = 0,012 м.

Количество труб в конденсаторе:

,

где ℓ - принятая длина труб в конденсаторе (ℓ= 0,7 м).

Определяем подачу охлаждающего воздуха, м³/с:

 м³/с,

где С_в – удельная теплоемкость воздуха (С_в = 1 кДж/(кгК));

       ρ_в – плотность воздуха, при t = 20….35 ⁰С принимаем ρ_в = 1,2кг/м³;

       ∆Т_в – нагрев воздуха в конденсаторе.

Общее аэродинамическое сопротивление серийных конденсаторов, Па:

h = 490 …500 Па,

принимаем 500 Па.

Мощность вентилятора, кВт:

,

где – η = 0,7 – коэффициент полезного действия.

По каталогу подбираем соответствующий вентилятор конденсатора.

3.2 Расчет и конструирование воздушных испарителей-воздухоохладителей

Для расчета испарителя рассчитываем холодопроизводительность холодильной машины, Вт:

 Вт,

где q_о – удельная массовая холодопроизводительность, кДж/кг;

       G_а – массовый расход холодильного агента, кг/с.

Площадь воздухоохладителя определяют по формуле, м²:

 м²,

где k_в –   коэффициент теплопередачи воздухоохладителя (k_в = 40 Вт/(м²К));

       θ_т  -  средняя логарифмическая разность температур воздуха и кипящего

               хладагента, ⁰С.

 К (⁰С),

где t₁,t₂ – температура воздуха на входе и выходе испарителя. Рекомендуемая

                разность t₁ - t₂ ≈ 8….10 ⁰С.

Расход воздуха в испарителе, м³/с:

 м³/с,

где ρ_в, с_в- плотность, удельная теплоемкость воздуха; при t₀= - 20 ⁰C;

                 ρ_в=1,39кг/м³; с_в = 1,005 кДж/(кгК).

Определяем общую длину труб воздухоохладителя, м:

 м,

где d_в – диаметр трубы воздухоохладителя, м; d_в = 0,01; 0,012; 0,015; 0,018 м.

             принимаем d_в = 0,015 м.

Задаемся длиной трубы ℓ_в = 1,0 м, и определяем потребное количество труб:

.

Список используемой литературы

1)  Тертеров М.Н. и др. Хладотранспорт / М.Н. Тертеров, Н.Е. Лысенко, В.Н. Панферов. – М.: Транспорт, 1985.

2)   Расчет параметров холодильных машин пассажирских и рефрижераторных вагонов. Методические указания для курсового и дипломного проектирования. / Разработали Г.М. Левит, В.Н. Ярошенко. – СПб., 1991.

3)  Н.А. Чурков, Г.В. Левков. Расчет и проектирование конструкций рефрижераторных вагонов. Ч1. Технико-экономические предпосылки создания новых конструкций рефрижераторных вагонов. Учебное пособие. Л.:1980.

4)  Атлас железных дорог СССР. Пассажирское сообщение. -  М.: Главное управление геодезии и картографии при Совете Министров СССР, 1990.